JP3914313B2

JP3914313B2 - HST type mission equipment

Info

Publication number: JP3914313B2
Application number: JP33466297A
Authority: JP
Inventors: 健次新宮; 克臣宇城; 訓彦坂本; 謙悟笹原
Original assignee: Yanmar Co Ltd
Current assignee: Yanmar Co Ltd
Priority date: 1997-12-04
Filing date: 1997-12-04
Publication date: 2007-05-16
Anticipated expiration: 2017-12-04
Also published as: JPH11166621A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、クローラ式作業機において、車速を変更する走行用のＨＳＴ式無段変速機構を具備したＨＳＴ式ミッション装置の構成に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来から、クローラ式作業機等においては、例えば、実開昭６０−８９４５４号公報に示すように、走行駆動をＨＳＴ式無段変速機構により行う技術は公知とされている。
また、ＨＳＴ式無段変速機構を構成する油圧ポンプの斜板を操作する機構を、自動斜板角度制御バルブ等によりサーボ機構として構成し、作業機の操向操作を行う技術は、特願平８−２１１６７８号に示すように、本出願人より提案済である。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、ＨＳＴ式無段変速機構による走行駆動においては、ＨＳＴ式無段変速機構を構成する油圧ポンプの斜板角度の操作は手動スプールバルブで行われているのみであり、サーボ機構を構成して電気的に制御することは行われていなかった。
また、作業機の変速レバーからＨＳＴ式無段変速機構までの間に、電動モータや油圧シリンダ等を設けて電気的に制御しようとすると、大きなスペースが必要となり、制御量の精度を高めるためにリンク構造や調整作業に多くのコストがかかることとなっていた。
【０００４】
【課題を解決するための手段】
本発明の解決しようとする課題は以上の如くであり、次に該課題を解決するための手段を説明する。
【０００５】
請求項１においては、クローラ式作業機の車速の変速操作を、ミッションケース（２２）中のギア機構に、走行用のＨＳＴ式無段変速機構（２５）により回転を与えることにより行うＨＳＴ式ミッション装置において、該車速変速用のＨＳＴ式無段変速機構（２５）を構成する走行油圧ポンプ（２３）の斜板を操作する機構を、手動斜板角度制御バルブ（７４）と走行変速サーボ機構（６１）により構成し、該手動斜板角度制御バルブ（７４）は、ピストン（７１）及びその内部に配置したスプール（７２）により構成し、該走行変速サーボ機構（６１）は、自動斜板角度制御バルブ（７３）と、前記手動斜板角度制御バルブ（７４）のピストン（７１）とスプール（７２）により構成し、前記スプール（７２）に、微小変速時の設定回転となるピストン（７１）の移動量に相当する切欠部（１７２・・・）を設けたものである。
【０００６】
請求項２においては、請求項１記載のＨＳＴ式ミッション装置において、前記走行変速サーボ機構（６１）を構成する自動斜板角度制御バルブ（７３）は、前記走行油圧ポンプ（２３）のケースに一体的に構成し、前記自動斜板角度制御バルブ（７３）を、両ソレノイド形の３位置４方弁に構成したものである。
【０００７】
請求項３においては、請求項１記載のＨＳＴ式ミッション装置において、前記走行変速サーボ機構（６１）を構成する自動斜板角度制御バルブ（７３）は、前記走行油圧ポンプ（２３）のケースに一体的に構成し、前記自動斜板角度制御バルブ（７３）を、片ソレノイド形のポート２位置切換弁に構成したものである。
【０００８】
請求項４においては、請求項１記載のＨＳＴ式ミッション装置において、前記走行変速サーボ機構（６１）を構成する自動斜板角度制御バルブ（７３）は、前記走行油圧ポンプ（２３）のケースに一体的に構成し、前記自動斜板角度制御バルブ（７３）のポンプポート（９１）及びタンクポート（９２）に、絞り（９８）及び絞り（９９）の回路を設けたものである。
【０００９】
【発明の実施の形態】
次に、本発明の実施の形態を説明する。
図１はクローラ式作業機としてのコンバインに、本発明のＨＳＴ式ミッション装置を搭載した状態の全体側面図、図２は同じく平面図、図３はＨＳＴ式ミッション装置の側面断面図、図４は同じく平面一部断面図、図５は同じく部分側面図、図６は同じく正面一部断面図、図７は走行変速サーボ機構の安定時を示す断面図、図８は走行変速サーボ機構の動作初期を示す断面図である。
【００１０】
図９は走行変速サーボ機構のクローズ位置状態を示す断面図、図１０は走行変速サーボ機構のピストンの構造を示す図、図１１は走行変速サーボ機構のスプールを示す図、図１２は走行変速サーボ機構の油圧回路を示す図、図１３は走行変速サーボ機構の第二の実施例を示す断面図、図１４は走行変速サーボ機構の第三の実施例を示す断面図、図１５は走行変速サーボ機構の第四の実施例を示す断面図、図１６は走行変速サーボ機構の第５の実施例を示す断面図である。
【００１１】
まず、本発明のＨＳＴ式ミッション装置を搭載したコンバインの全体構成について説明する。
図１及び図２において、トラックフレーム１には左右一対の走行クローラ２が装設され、該トラックフレーム１の上方には機台３が架設されている。機台３上方の左右一側に配設した脱穀部４にはフィードチェーン５が張架され、該脱穀部４は扱胴６及び処理胴７等を内蔵している。
また、機体前部には刈刃９及び穀稈搬送機構１０等を備える刈取部８が配設され、該刈取部８は刈取フレーム１２を介して、油圧シリンダ１１により昇降されるように構成している。
【００１２】
前記脱穀部４の後方には排藁チェン１４の終端を臨ませる排藁処理部１３が設され、左右方向における機台３の脱穀部４配設側とは反対側には、穀物タンク１５が配設されている。該穀物タンク１５には、脱穀部４からの穀粒が揚穀筒１６を介して搬入され、該穀物タンク１５に貯留された穀粒は排出オーガ１７によって機外へ搬出される。穀物タンク１５の前方には、操向ハンドル１９及び運転席２０等を備える運転キャビンが配設され、該運転キャビン２０の下方には、エンジン２１、及び、前記走行クローラ２を駆動する運転駆動部であり、本発明のＨＳＴ式ミッション装置を備えるミッションケース２２を配設している。コンバインは以上のように構成されて、連続的に穀稈を刈取って脱穀するようにしている。
【００１３】
前記ミッションケース２２は、図３に示す、走行油圧ポンプ２３及び走行油圧モータ２４からなる主変速機構である走行用のＨＳＴ式無段変速機構２５等と、ギア機構とから構成されている。該走行油圧ポンプ２３の入力軸２６は、前記エンジン２１の出力軸に連動連結され、走行油圧モータ２４の出力軸３１は、ミッションケース２２内の前記ギア機構を介して、図１における走行クローラ２の駆動輪３４と連動連結されている。
そして、エンジン２１から走行油圧ポンプ２３へ入力された駆動回転は、該走行油圧ポンプ２３の斜板１４６の角度変更調節により正逆回転と回転数との制御が行われて走行油圧モータ２４へ伝達され、この制御された駆動回転が前記ギア機構を介して走行クローラ２を駆動するのである。
【００１４】
図３乃至図６において、本発明のＨＳＴ式ミッション装置について説明する。該ＨＳＴ式ミッション装置は、走行油圧ポンプ２３及び走行油圧モータ２４からなる走行用のＨＳＴ式無段変速機構２５と、チャージポンプ２９と、走行変速サーボ機構６１等とにより構成されている。走行油圧ポンプ２３と走行油圧モータ２４とは上下に並設され、走行油圧ポンプ２３の入力軸２６の前端部にはチャージポンプ２９が付設されている。
また、走行油圧ポンプ２３の一側方には走行変速サーボ機構６１が配設されている。該走行変速サーボ機構６１は、走行油圧ポンプ２３の上面に付設された自動斜板角度制御バルブ７３と、ピストン７１と、該ピストン７１の内部に配置された手動斜板角度制御バルブとの間で全体的に構成されている。
そして、走行変速サーボ機構６１は、走行油圧ポンプ２３のケースの内部に埋め込まれて一体的に構成されている。
【００１５】
次に、走行変速サーボ機構６１の構成について説明する。
図３乃至図６において、該走行変速サーボ機構６１は、ピストン７１を上下することにより、クレイドル型の油圧ポンプの斜板１４６の横に設けたピン軸１９０を上下に移動させて、該斜板１４６が最終的に変速のために回動するように構成している。
そして、該ピストン７１の内部にはスプール７２が摺動自在に嵌装されており、該スプール７２は、走行変速アーム１５１の回動により、衝撃吸収バネ１６２を介して、走行中立カム１４９とクランクアーム１５９とが回動し、スプール７２を上下動させる。
尚、該ピストン７１の内部でスプール７２が上下動することにより、前記手動斜板角度制御バルブが構成されている。
【００１６】
また、自動斜板角度制御バルブ７３は電磁弁により構成されており、エンジン２１の負荷や足回りの負荷等をセンサー等の検出手段により検出して、検出した負荷の大きさ等により自動斜板角度制御バルブ７３を切り換えて、スプール７２の位置を上下する方向に、該スプール７２の上下の位置から圧油を供給するのである。該自動斜板角度制御バルブ７３は両ソレノイド形の４ポート３位置切換弁に構成されて、ポンプポート９１、タンクポート９２、Ａポート９３、Ｂポート９４を有している。
尚、作業機がトラクタである場合には、駆動力を外部へ取り出すＰＴＯ軸のトルクを検出して自動斜板角度制御バルブ７３を切り換えることも可能である。
【００１７】
このように、手動斜板角度制御バルブと自動斜板角度制御バルブ７３とにより、ピストン７１とスプール７２とを操作することで斜板１４６を回動し、走行用のＨＳＴ式無段変速機構２５を変速するのである。
そして、該ＨＳＴ式無段変速機構２５が中立位置に位置する場合は、該中立位置で保持する必要があり、走行中立保持アーム１４８を設けて、該走行中立保持アーム１４８の先端に走行中立保持ローラ１５２を枢支している。
【００１８】
該走行中立保持ローラ１５２は、走行変速操作アーム１５１と一体的に、走行中立カム１４９が回動し、該走行中立カム１４９の中央の凹部に前記走行中立保持ローラ１５２が嵌入して中立を保持するように構成している。
また、該走行変速操作アーム１５１は衝撃吸収バネ１６２を介して、共に回動する走行ストッパー杆１５０が設けられており、該走行ストッパー杆１５０がストッパー板１５７と係合して、走行変速アーム１５１がそれ以上回動してもクランクアーム１５９がそれ以上回動することを阻止するように構成している。
また、前記走行変速操作アーム１５１には、衝撃吸収バネ１６２を介してスプール７２を操作するクランクアーム１５９が設けられており、該クランクアーム１５９が、スプール７２の凹部１６１と係合している。
【００１９】
前述の如く、自動斜板角度制御バルブ７３の電気的な切り換えによりスプール７２を上下動させるべく、ピストン７１の上下に圧油を供給する場合には、図７、図８、図９に示すように、そのまま直接供給される。
しかし、前記斜板角度制御バルブよりピストン７１の上下に油圧を供給する場合には、図７乃至図１０に示すように、先ず、圧油がチャージポンプ２９から、スプール７２の内周の長孔部分に構成されたポンプポート１６５に供給される。該ポンプポート１６５からの圧油が、スプール７２の上下により、外周油路１６６から、ピストン７１の内周油路１７０及び穿設油路１６７を経て、ピストン７１の下方に至る場合と、外周油路１６６から他方の内周油路１６９を経て、ピストン７１の上部に至る場合とに切り換えられる。
【００２０】
そして、ピストン７１の上下からの戻り油は、ピストン７１の下方に圧油が供給されて該ピストン７１上方へ移動する場合には、穿設油路１６９からスプール７２の排出油路１６８を経てドレーン回路へ排出される。
また、ピストン７１が下方へ移動する場合には、ピストン７１の下方の圧油は穿設油路１６７から排出油路１７９を経て排出される。
【００２１】
以上のような構成において、本発明はスプール７２に、図１１に示すように外周油路１６６の上下部分の位置と、排出油路１６８の上部の位置と、排出油路１７０の下部の位置とに、微小変速時の設定回転数に応じたオーバーラップ部を設け、該部分を、平行切欠部１７２・１７３・１７４・１７５に構成している。
このように、このスプール７２の平行切欠部１７２・１７３・１７４・１７５のオリフィスの条件は、図１２に示す、自動斜板角度制御バルブ７３の絞り１７６よりも小さく構成している。これにより、手動斜板角度制御バルブ７４による手動操作時には、平行切欠部１７２・１７３・１７４・１７５により流量制御を行い、自動斜板角度制御バルブ７３による自動走行変速時には、自動斜板角度制御バルブ７３の絞り１７６により流量制御を行い、ある位置までピストン７１が移動すると、スプール７２の流量制御により該ピストン７１の移動が停止するように構成している。
【００２２】
この構成を油圧回路図で示すと、図１２の如くとなり、オリフィスの条件としては、絞り１７６＞平行切欠部１７２としている。
また、自動斜板角度制御バルブ７３への回路の絞り１７７と手動斜板角度制御バルブ７４への絞り１７８では、絞り１７７＞絞り１７８となるように構成している。
【００２３】
図７乃至図９においては、自動斜板角度制御バルブ７３は両ソレノイド形の４ポート３位置切換弁に構成され、ポンプポート９１、タンクポート９２、Ａポート９３、Ｂポート９４を有している。
そして、図７に示すように該自動斜板角度制御バルブ７３をＯＮすると、ピストン７１上方の油室８１に圧油が流入して該油室８１内の圧力が上昇し、これにより、走行変速サーボ機構６１内の圧力の均衡が崩れてピストン７１が下方に移動し、スプール７２の平行切欠部１７２・１７３・１７４・１７５の切欠長さ分だけ動いて、その位置で釣合状態になる。
即ち、ピストン７１がそれ以上下方に回動しようとすると、油室８１からオイルタンクへ通じる油路が大きく開放されて、該油室８１の圧力が低下する。一方、油室８２は、外周油路１６６（制御圧供給ポート）に大きく開放されて、該油室８２の圧力が上昇する。従って、ピストン７１はそれ以上下方に移動しないで釣合い状態となるのである。
そして、ピストン７１が移動した分だけ走行油圧ポンプ２３の斜板１４６が回動して、走行油圧モータ２４の出力回転数が変化する。
また、図９に示すように、自動斜板角度制御バルブ７３をＯＦＦしてクローズ位置とすると、本来の走行変速サーボ機構６１の釣合い状態に戻り、ピストン７１及び斜板１４６は元の位置に戻って、走行油圧モータ２４の出力回転数も復帰するのである。
【００２４】
以上のように、手動斜板角度制御バルブ７４と自動斜板角度制御バルブ７３とにより走行変速サーボ機構６１を構成し、該走行変速サーボ機構６１によって、走行用のＨＳＴ式無段変速機構２５の斜板１４６の角度制御を行うように構成したので、電磁弁にて構成した自動斜板角度制御バルブ７３を励磁させることで、電気信号により強制的に任意の油室８１・８２へパイロット圧力を導き、該斜板１４６の角度を制御することができるのである。
【００２５】
また、スプール７２に任意の切欠幅に切欠いた平行切欠部１７２・１７３・１７４・１７５を形成することにより、斜板１４６を該切欠幅分の微小角度だけ回動制御することができる。
これにより、例えば、作業機の増速・減速といった車速制御が電気的に制御することが可能となり、さらに、作業機の負荷に応じて車速を制御する負荷制御（ミッション部と作業部との動力分配の制御）が可能となる。そして、これらの車速制御及び負荷制御は、スプール７２の平行切欠部１７２・１７３・１７４・１７５によって、微妙な制御を行うことができるのである。
尚、平行切欠部１７２・１７３・１７４・１７５の切欠形状は、スプール７２の周方向全域に渡って形成したり、略三角形状に形成した所謂ノッチ形状とすることもできる。
【００２６】
前記走行変速サーボ機構６１は次のようにも構成することができる。
即ち、図１３に示す走行変速サーボ機構６２は、走行変速サーボ機構６１における自動斜板角度制御バルブ７３を自動斜板角度制御バルブ８３にて構成したものである。自動斜板角度制御バルブ８３は、片ソレノイド形の４ポート２位置切換弁に構成され、ポンプポート９１、タンクポート９２、Ａポート９３、Ｂポート９４を有している。該走行変速サーボ機構６２において、該自動斜板角度制御バルブ８３をＯＮすると、前述の走行変速サーボ機構６１の場合と同様に、ピストン７１上方の油室８１に圧油が流入して該油室８１内の圧力が上昇し、これにより、走行変速サーボ機構６１内の圧力の均衡が崩れてピストン７１が下方に移動し、スプール７２の平行切欠部１７２・１７３・１７４・１７５の切欠長さ分だけ動いて、その位置で釣合状態になる。即ち、ピストン７１がそれ以上下方に回動しようとすると、油室８１からオイルタンクへ通じる油路が大きく開放されて、該油室８１の圧力が低下する。一方、油室８２は、外周油路１６６（制御圧供給ポート）に大きく開放されて、該油室８２の圧力が上昇する。従って、ピストン７１はそれ以上下方に移動しないで釣合い状態となるのである。
そして、ピストン７１が移動した分だけ走行油圧ポンプ２３の斜板１４６が回動して、走行油圧モータ２４の出力回転数が低下し、これによりエンジン２１の負荷が軽減される。そして、エンジン２１の負荷が軽減されると、自動斜板角度制御バルブ８３をＯＦＦしてクローズ位置とすると、本来の走行変速サーボ機構６２の釣合い状態に戻り、ピストン７１及び斜板１４６は元の位置に戻って、走行油圧モータ２４の出力回転数も復帰するのである。
【００２７】
以上のように構成した走行変速サーボ機構６２は、前進走行作業中にエンジン２１に過負荷が作用した場合に、走行速度を微小減少させて該エンジン２１の負荷を低減することができ、例えば、コンバインやトラクタのように前進での作業が主である作業機に採用することができる。
このように、コンバインやトラクタのように前進での作業が主である作業機の場合は、前述の走行変速サーボ機構６１のように両ソレノイド形の電磁弁である自動斜板角度制御バルブ７３を使用するまでもなく、片ソレノイド形の電磁弁である自動斜板角度制御バルブ８３で走行変速サーボ機構６２を構成すれば充分に本発明の作用を奏することができる。これにより、走行変速サーボ機構６２のコストダウンを図ることができる。
また、自動斜板角度制御バルブ７３は４ポート２位置切換弁に構成されているので、該自動斜板角度制御バルブ７３を簡単でコンパクトな構成にすることができ、さらにコストダウンを図ることができる。
【００２８】
また、走行変速サーボ機構６１は次のようにも構成することができる。即ち、図１４に示す走行変速サーボ機構６３は、走行変速サーボ機構６１における自動斜板角度制御バルブ７３を自動斜板角度制御バルブ８４にて構成したものである。自動斜板角度制御バルブ８４は、両ソレノイド形の３ポート３位置切換弁に構成されており、タンクポート９２、Ａポート９３、Ｂポート９４を有している。該走行変速サーボ機構６３においては、自動斜板角度制御バルブ８４をＯＮすると、ピストン７１上方の油室８１、又は、ピストン７１下方の油室８２がオイルタンクに開放されて該油室８１、又は、油室８２内の圧力が降下する。
すると、走行油圧ポンプ２３の斜板１４６は中立位置方向に付勢されているので、該斜板１４６はスプール７２の平行切欠部１７２・１７３・１７４・１７５の切欠長さの分だけ中立方向に回動することとなる。
また、自動斜板角度制御バルブ８４をＯＦＦしてクローズ位置とすると、本来の走行変速サーボ機構６４の釣合い状態に戻り、ピストン７１及び斜板１４６は元の位置に戻って、走行油圧モータ２４の出力回転数も復帰する。
【００２９】
このように、ポンプポート９１を有しない自動斜板角度制御バルブ８４を用いて構成した走行変速サーボ機構６３においても、走行変速サーボ機構６１と同様に走行油圧ポンプ２３の斜板１４６を制御することができるため、自動斜板角度制御バルブ８４への制御圧配管が不要となり、構造も簡単となるため、故障を低減することができ、コストダウンを図ることができる。
【００３０】
また、走行変速サーボ機構６１は次のようにも構成することができる。即ち、図１５に示す走行変速サーボ機構６４は、前記走行変速サーボ機構６１における自動斜板角度制御バルブ７３を自動斜板角度制御バルブ８５にて構成したものである。該自動斜板角度制御バルブ８５は、片ソレノイド形の２ポート２位置切換弁に構成されて、タンクポート９２、Ａポート９３を有している。
そして、自動斜板角度制御バルブ８５のＡポート９３は、油室８１又は油室８２のうちのどちらか一方と、適宜選択して連結されている。
尚、該自動斜板角度制御バルブ８５は、図１５の自動斜板角度制御バルブ８６のように構成することもできる。
【００３１】
該走行変速サーボ機構６４においては、自動斜板角度制御バルブ８５をＯＮすると、ピストン７１上方の油室８１、又は、ピストン７１下方の油室８２の内、Ａポート９３と連結されたほうの油室８１、又は、油室８２内の圧力がオイルタンクに開放されて該油室８１、又は、油室８２内の圧力が降下する。
すると、走行油圧ポンプ２３の斜板１４６は中立位置方向に付勢されているので、該斜板１４６はスプール７２の平行切欠部１７２・１７３・１７４・１７５の切欠長さの分だけ中立方向に回動することとなる。
また、自動斜板角度制御バルブ８５をＯＦＦしてクローズ位置とすると、本来の走行変速サーボ機構６５の釣合い状態に戻り、ピストン７１及び斜板１４６は元の位置に戻って、走行油圧モータ２４の出力回転数も復帰する。
このように、走行変速サーボ機構６４は一方向のみを適宜選択して、走行速度を微小量制御することができるのである。
【００３２】
これにより、該走行変速サーボ機構６４を走行用のＨＳＴ式ミッション装置に使用した場合、作業機の前進、又は、後進の内一方向のみ、走行速度を微小量制御することができる。従って、該制御が前進、又は、後進の内一方向のみでよい場合には、前述の走行変速サーボ機構６３よりも構成が簡単でコンパクトとなって、更なるコストダウンを図ることができるのである。
【００３３】
更に、走行変速サーボ機構６１は次のようにも構成することができる。即ち、図１６に示す走行変速サーボ機構６５は、前記走行変速サーボ機構６１における自動斜板角度制御バルブ７３のポンプポート９１及びタンクポート９２に、それぞれ絞り９８及び絞り９９を設けたものである。該走行変速サーボ機構６５において、該自動斜板角度制御バルブ７３をＯＮすると、前述の走行変速サーボ機構６１の場合と同様に、ピストン７１上方の油室８１に圧油が流入して該油室８１内の圧力が上昇し、これにより、走行変速サーボ機構６１内の圧力の均衡が崩れてピストン７１が下方に移動し、スプール７２の平行切欠部１７２・１７３・１７４・１７５の切欠長さ分だけ動いて、その位置で釣合状態になる。
即ち、ピストン７１がそれ以上下方に回動しようとすると、油室８１からオイルタンクへ通じる油路が大きく開放されて、該油室８１の圧力が低下する。一方、油室８２は、外周油路１６６（制御圧供給ポート）に大きく開放されて、該油室８２の圧力が上昇する。従って、ピストン７１はそれ以上下方に移動しないで釣合い状態となるのである。
そして、ピストン７１が移動した分だけ走行油圧ポンプ２３の斜板１４６が回動して、走行油圧モータ２４の出力回転数が低下し、これによりエンジン２１の負荷が軽減される。エンジン２１の負荷が軽減された後に、自動斜板角度制御バルブ７３をＯＦＦしてクローズ位置とすると、本来の走行変速サーボ機構６５の釣合い状態に戻り、ピストン７１及び斜板１４６は元の位置に戻って、走行油圧モータ２４の出力回転数も復帰するのである。
【００３４】
そして、前述の如く、ピストン７１が上下に移動する際には、ポンプポート９１及びタンクポート９２に設けた絞り９８・９９により、作動油の流量がコントロールされている。
これにより、該絞り９８・９９を設けていない走行変速サーボ機構６１においては、ピストン７１の移動速度が速過ぎて、平行切欠部１７２・１７３・１７４・１７５の切欠長さ分以上に、該ピストン７１が移動してしまう恐れがあるが、走行変速サーボ機構６５においては、ピストン７１の移動速度を調節して、確実に平行切欠部１７２・１７３・１７４・１７５の切欠長さ分だけ移動させることができるのである。
【００３５】
以上のように走行変速サーボ機構６５を構成したことにより、スプール７２に形成した平行切欠部１７２・１７３・１７４・１７５と、ポンプポート９１及びタンクポート９２に設けた絞り９８・９９との流量バランスを変化させることで、ピストン７１の移動に対する応答性、即ち、ＨＳＴ式ミッション装置の変速応答性を変化させることができるのである。
尚、本実施例において、ポンプポート９１及びタンクポート９２に設けた絞り９８・９９は、Ａポート９３及びＢポート９４に設けても同様の効果を奏することができる。
【００３６】
【発明の効果】
本発明は以上の如く構成したので、次のような効果を奏するのである。
請求項１に記載の如く、クローラ式作業機の車速の変速操作を、ミッションケース（２２）中のギア機構に、走行用のＨＳＴ式無段変速機構（２５）により回転を与えることにより行うＨＳＴ式ミッション装置において、該車速変速用のＨＳＴ式無段変速機構（２５）を構成する走行油圧ポンプ（２３）の斜板を操作する機構を、手動斜板角度制御バルブ（７４）と走行変速サーボ機構（６１）により構成し、該手動斜板角度制御バルブ（７４）は、ピストン（７１）及びその内部に配置したスプール（７２）により構成し、該走行変速サーボ機構（６１）は、自動斜板角度制御バルブ（７３）と、前記手動斜板角度制御バルブ（７４）のピストン（７１）とスプール（７２）により構成し、前記スプール（７２）に、微小変速時の設定回転となるピストン（７１）の移動量に相当する切欠部（１７２・・・）を設けたので、自動斜板角度制御バルブを励磁させることで、電気信号により強制的に任意の油室へパイロット圧力を導き、該斜板の角度を制御することができることとなった。
これにより、例えば、作業機の増速・減速といった車速制御が電気的に制御することが可能となり、さらに、作業機の負荷に応じて車速を制御する負荷制御（ミッション部と作業部との動力分配の制御）が可能となった。
【００３７】
また、手動斜板角度制御バルブを構成する前記スプールに微小変速時の設定回転となるピストンの移動量に相当する切欠部を設けたので、斜板を該切欠幅分の微小角度だけ回動制御することができた。
これにより、前記の車速制御及び負荷制御は、このスプールの平行切欠部によって、微妙な制御を行うことができることとなった。
【００３８】
更に、請求項２記載の如く、前記走行変速サーボ機構（６１）を構成する自動斜板角度制御バルブ（７３）は、前記走行油圧ポンプ（２３）のケースに一体的に構成し、前記自動斜板角度制御バルブ（７３）を、両ソレノイド形の３位置４方弁に構成したので、該自動斜板角度制御バルブの如く、ポンプポートを有しない自動斜板角度制御バルブを用いて構成した走行変速サーボ機構においても、ポンプポートを有した走行変速サーボ機構と同様に走行油圧ポンプの斜板を制御することができるため、自動斜板角度制御バルブへの制御圧配管が不要となり、構造も簡単となるため、故障を低減することができ、コストダウンを図ることができた。
【００４０】
更に、請求項３記載の如く、前記走行変速サーボ機構（６１）を構成する自動斜板角度制御バルブ（７３）は、前記走行油圧ポンプ（２３）のケースに一体的に構成し、前記自動斜板角度制御バルブを片ソレノイド形の２ポート２位置切換弁に構成したので、該自動斜板角度制御バルブを用いて構成した走行変速サーボ機構を走行用のＨＳＴ式ミッション装置に使用した場合、作業機の前進、又は、後進のうち一方向のみ、走行速度を微小量制御することができることとなった。
これにより、該制御が前進、又は、後進の内一方向のみでよい場合には、自動斜板角度制御バルブの構成を簡単でコンパクトにすることができて、更なるコストダウンを図ることができた。
【００４１】
更に、請求項４記載の如く、前記走行変速サーボ機構（６１）を構成する自動斜板角度制御バルブ（７３）は、前記走行油圧ポンプ（２３）のケースに一体的に構成し、前記自動斜板角度制御バルブのポンプポート及びタンクポートに絞り回路を設けたので、スプールに形成した前記平行切欠部と、ポンプポート及びタンクポートに設けた絞りとの流量バランスを変化させることで、ピストンの移動に対する応答性、即ち、ＨＳＴ式ミッション装置の変速応答性を変化させることができた。
【図面の簡単な説明】
【図１】クローラ式作業機としてのコンバインに、本発明のＨＳＴ式ミッション装置を搭載した状態の全体側面図である。
【図２】同じく平面図である。
【図３】ＨＳＴ式ミッション装置の側面断面図である。
【図４】同じく平面一部断面図である。
【図５】同じく部分側面図である。
【図６】同じく正面一部断面図である。
【図７】走行変速サーボ機構の安定時を示す断面図である。
【図８】走行変速サーボ機構の動作初期を示す断面図である。
【図９】走行変速サーボ機構のクローズ位置状態を示す断面図である。
【図１０】走行変速サーボ機構のピストンの構造を示す図である。
【図１１】走行変速サーボ機構のスプールを示す図である。
【図１２】走行変速サーボ機構の油圧回路を示す図である。
【図１３】走行変速サーボ機構の第二の実施例を示す断面図である。
【図１４】走行変速サーボ機構の第三の実施例を示す断面図である。
【図１５】走行変速サーボ機構の第四の実施例を示す断面図である。
【図１６】走行変速サーボ機構の第五の実施例を示す断面図である。
【符号の説明】
２走行クローラ
２２ミッションケース
２３油圧ポンプ
２４油圧モータ
２５ＨＳＴ式無段変速機構
６１走行変速サーボ機構
７１ピストン
７２スプール
７３自動斜板角度制御バルブ
１４６斜板
１７２・１７３・１７４・１７５平行切欠部[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention Crawler type work machine The present invention relates to a configuration of an HST type mission apparatus provided with a traveling HST type continuously variable transmission mechanism for changing the vehicle speed.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Conventionally, in a crawler type work machine or the like, as shown in, for example, Japanese Utility Model Application Laid-Open No. 60-89454, a technique for performing traveling drive by an HST type continuously variable transmission mechanism is known.
Further, a technology for operating a working machine by operating a mechanism for operating a swash plate of a hydraulic pump constituting an HST type continuously variable transmission mechanism as a servo mechanism by an automatic swash plate angle control valve or the like is disclosed in Japanese Patent Application No. As shown in Japanese Patent No. 8-21678, it has been proposed by the present applicant.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
However, in traveling driving by the HST type continuously variable transmission mechanism, the operation of the swash plate angle of the hydraulic pump constituting the HST type continuously variable transmission mechanism is only performed by the manual spool valve, and the servo mechanism is configured. There was no electrical control.
In addition, if an electric motor, hydraulic cylinder, or the like is provided and electrically controlled between the shift lever of the work implement and the HST type continuously variable transmission mechanism, a large space is required to increase the accuracy of the control amount. A lot of costs were required for the link structure and adjustment work.
[0004]
[Means for Solving the Problems]
The problems to be solved by the present invention are as described above. Next, means for solving the problems will be described.
[0005]
In claim 1, Crawler work machine In the HST type mission apparatus in which the speed change operation is performed by applying rotation to the gear mechanism in the transmission case (22) by the HST type continuously variable transmission mechanism (25) for traveling. For vehicle speed shifting A mechanism for operating the swash plate of the traveling hydraulic pump (23) constituting the HST type continuously variable transmission mechanism (25) is constituted by a manual swash plate angle control valve (74) and a traveling transmission servo mechanism (61). The swash plate angle control valve (74) is composed of a piston (71) and a spool (72) disposed therein, and the traveling speed change servo mechanism (61) includes an automatic swash plate angle control valve (73), By means of the piston (71) and spool (72) of the manual swash plate angle control valve (74) The notch part (172...) Corresponding to the moving amount of the piston (71) that is the set rotation at the time of the minute shift is provided in the spool (72). Is.
[0006]
In claim 2, in the HST type mission apparatus of claim 1, The automatic swash plate angle control valve (73) constituting the traveling speed change servo mechanism (61) is formed integrally with the case of the traveling hydraulic pump (23), and the automatic swash plate angle control valve (73) is Constructed as a double solenoid type 3-position 4-way valve Is.
[0007]
In Claim 3, in the HST type mission apparatus of Claim 1, The automatic swash plate angle control valve (73) constituting the traveling speed change servo mechanism (61) is formed integrally with the case of the traveling hydraulic pump (23), and the automatic swash plate angle control valve (73) is Constructed as a single solenoid type port 2-position switching valve Is.
[0008]
In Claim 4, in the HST type mission apparatus of Claim 1, The automatic swash plate angle control valve (73) constituting the traveling speed change servo mechanism (61) is integrally formed with the case of the traveling hydraulic pump (23), and the automatic swash plate angle control valve (73) is pumped. The circuit of the throttle (98) and the throttle (99) was provided in the port (91) and the tank port (92). Is.
[0009]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Next, an embodiment of the present invention will be described.
FIG. 1 is an overall side view of the combiner as a crawler type work machine with the HST type mission device of the present invention mounted thereon, FIG. 2 is a plan view, FIG. 3 is a side sectional view of the HST type mission device, and FIG. FIG. 5 is also a partial side view, FIG. 6 is a front partial sectional view, FIG. 7 is a sectional view showing a stable state of the traveling speed change servo mechanism, and FIG. 8 is an initial operation of the running speed change servo mechanism. FIG.
[0010]
9 is a cross-sectional view showing the closed position state of the traveling speed change servo mechanism, FIG. 10 is a view showing the structure of the piston of the running speed change servo mechanism, FIG. 11 is a view showing the spool of the running speed change servo mechanism, and FIG. FIG. 13 is a sectional view showing a second embodiment of the traveling speed change servo mechanism, FIG. 14 is a sectional view showing a third embodiment of the running speed change servo mechanism, and FIG. FIG. 16 is a cross-sectional view showing a fifth embodiment of the traveling speed change servo mechanism.
[0011]
First, the overall configuration of a combine equipped with the HST type mission apparatus of the present invention will be described.
In FIG. 1 and FIG. 2, a pair of left and right traveling crawlers 2 is installed on the track frame 1, and a machine base 3 is installed above the track frame 1. A feed chain 5 is stretched over a threshing portion 4 disposed on the left and right sides above the machine base 3, and the threshing portion 4 includes a handling cylinder 6 and a processing cylinder 7.
In addition, a cutting unit 8 including a cutting blade 9 and a grain feeder 10 is disposed at the front of the machine body, and the cutting unit 8 is configured to be moved up and down by a hydraulic cylinder 11 via a cutting frame 12. ing.
[0012]
At the rear of the threshing section 4, there is provided a slaughter processing section 13 that faces the end of the sewage chain 14, and a grain tank 15 is provided on the side opposite to the threshing section 4 placement side of the machine base 3 in the left-right direction. It is arranged. The grain from the threshing unit 4 is carried into the grain tank 15 via the whipping cylinder 16, and the grain stored in the grain tank 15 is carried out of the machine by the discharge auger 17. A driving cabin including a steering handle 19 and a driver's seat 20 is disposed in front of the grain tank 15, and an engine 21 and a driving unit for driving the traveling crawler 2 are disposed below the driving cabin 20. A mission case 22 including the HST type mission device of the present invention is provided. The combine is configured as described above, and continuously harvests and thresh cereals.
[0013]
The transmission case 22 includes a traveling HST continuously variable transmission mechanism 25, which is a main transmission mechanism including a traveling hydraulic pump 23 and a traveling hydraulic motor 24, and a gear mechanism as shown in FIG. An input shaft 26 of the traveling hydraulic pump 23 is linked to an output shaft of the engine 21, and an output shaft 31 of the traveling hydraulic motor 24 is connected to the traveling crawler 2 in FIG. 1 via the gear mechanism in the transmission case 22. The drive wheels 34 are linked to each other.
The drive rotation input from the engine 21 to the traveling hydraulic pump 23 is transmitted to the traveling hydraulic motor 24 by controlling forward / reverse rotation and rotational speed by adjusting the angle of the swash plate 146 of the traveling hydraulic pump 23. The controlled driving rotation drives the traveling crawler 2 via the gear mechanism.
[0014]
The HST type mission apparatus of the present invention will be described with reference to FIGS. The HST transmission device includes a traveling HST continuously variable transmission mechanism 25 including a traveling hydraulic pump 23 and a traveling hydraulic motor 24, a charge pump 29, a traveling transmission servo mechanism 61, and the like. The traveling hydraulic pump 23 and the traveling hydraulic motor 24 are arranged side by side in the vertical direction, and a charge pump 29 is attached to the front end portion of the input shaft 26 of the traveling hydraulic pump 23.
Further, a traveling speed change servo mechanism 61 is disposed on one side of the traveling hydraulic pump 23. The travel shift servo mechanism 61 includes an automatic swash plate angle control valve 73 attached to the upper surface of the travel hydraulic pump 23, a piston 71, and a manual swash plate angle control valve disposed inside the piston 71. It is composed entirely.
The traveling speed change servo mechanism 61 is integrally formed by being embedded in the case of the traveling hydraulic pump 23.
[0015]
Next, the configuration of the travel shift servo mechanism 61 will be described.
3 to 6, the traveling speed change servo mechanism 61 moves the pin shaft 190 provided on the side of the swash plate 146 of the cradle type hydraulic pump up and down by moving the piston 71 up and down. 146 is configured to finally rotate for shifting.
A spool 72 is slidably fitted inside the piston 71, and the spool 72 is connected to the traveling neutral cam 149 and the crank via the impact absorbing spring 162 by the rotation of the traveling transmission arm 151. The arm 159 rotates to move the spool 72 up and down.
The manual swash plate angle control valve is configured by moving the spool 72 up and down inside the piston 71.
[0016]
The automatic swash plate angle control valve 73 is composed of an electromagnetic valve, and detects the load of the engine 21 and the load on the undercarriage by a detecting means such as a sensor. By switching the angle control valve 73, the pressure oil is supplied from the upper and lower positions of the spool 72 in the direction of moving the position of the spool 72 up and down. The automatic swash plate angle control valve 73 is configured as a double solenoid type three-port three-position switching valve, and has a pump port 91, a tank port 92, an A port 93, and a B port 94.
When the working machine is a tractor, it is also possible to switch the automatic swash plate angle control valve 73 by detecting the torque of the PTO shaft that extracts the driving force to the outside.
[0017]
Thus, the swash plate 146 is rotated by operating the piston 71 and the spool 72 by the manual swash plate angle control valve and the automatic swash plate angle control valve 73, and the HST continuously variable transmission mechanism 25 for travel is used. The speed is changed.
When the HST type continuously variable transmission mechanism 25 is located at the neutral position, the HST type continuously variable transmission mechanism 25 needs to be held at the neutral position, and a traveling neutral holding arm 148 is provided, and the traveling neutral holding arm 148 is held at the tip of the traveling neutral holding arm 148. A roller 152 is pivotally supported.
[0018]
The traveling neutral holding roller 152 is integrated with the traveling speed change operation arm 151 so that the traveling neutral cam 149 rotates, and the traveling neutral holding roller 152 is fitted into a recess in the center of the traveling neutral cam 149 so as to maintain the neutrality. It is configured to do.
Further, the traveling gear shift operation arm 151 is provided with a traveling stopper rod 150 that rotates together with an impact absorbing spring 162. The traveling stopper rod 150 is engaged with the stopper plate 157, and the traveling gear shift arm 151 is engaged. The crank arm 159 is configured to prevent the crank arm 159 from further rotating even if it is further rotated.
In addition, a crank arm 159 for operating the spool 72 via an impact absorbing spring 162 is provided on the travel speed change operation arm 151, and the crank arm 159 is engaged with the recess 161 of the spool 72.
[0019]
As described above, when pressure oil is supplied to the upper and lower sides of the piston 71 so as to move the spool 72 up and down by electrical switching of the automatic swash plate angle control valve 73, as shown in FIGS. Directly supplied.
However, when hydraulic pressure is supplied to the upper and lower sides of the piston 71 from the swash plate angle control valve, first, as shown in FIGS. 7 to 10, the pressure oil is supplied from the charge pump 29 to the long hole on the inner periphery of the spool 72. Supplied to pump port 165 configured in part. When the pressure oil from the pump port 165 reaches the lower side of the piston 71 from the outer peripheral oil passage 166 through the inner peripheral oil passage 170 and the drilled oil passage 167 by the upper and lower of the spool 72, the outer peripheral oil Switching from the path 166 to the upper part of the piston 71 via the other inner peripheral oil path 169 is performed.
[0020]
The return oil from the top and bottom of the piston 71 is drained from the drilled oil passage 169 through the drain oil passage 168 of the spool 72 when pressure oil is supplied below the piston 71 and moves upward. Discharged into the circuit.
When the piston 71 moves downward, the pressure oil below the piston 71 is discharged from the drilled oil passage 167 via the discharge oil passage 179.
[0021]
In the configuration as described above, the present invention provides the spool 72 with the positions of the upper and lower portions of the outer peripheral oil passage 166, the upper portion of the discharge oil passage 168, and the lower portion of the discharge oil passage 170 as shown in FIG. In addition, an overlap portion corresponding to the set number of rotations at the time of a minute shift is provided, and the portion is configured as parallel cutout portions 172, 173, 174, and 175.
As described above, the conditions of the orifices of the parallel notches 172, 173, 174, and 175 of the spool 72 are configured to be smaller than those of the throttle 176 of the automatic swash plate angle control valve 73 shown in FIG. Thus, the flow rate is controlled by the parallel notches 172, 173, 174, and 175 during manual operation by the manual swash plate angle control valve 74, and the automatic swash plate angle control valve at the time of automatic traveling shift by the automatic swash plate angle control valve 73. The flow rate is controlled by a throttle 176 of 73, and when the piston 71 moves to a certain position, the movement of the piston 71 is stopped by the flow rate control of the spool 72.
[0022]
This configuration is shown in a hydraulic circuit diagram as shown in FIG. 12, and the orifice condition is such that throttle 176> parallel notch 172.
Further, the diaphragm 177 of the circuit to the automatic swash plate angle control valve 73 and the diaphragm 178 to the manual swash plate angle control valve 74 are configured so that the diaphragm 177> the diaphragm 178.
[0023]
7 to 9, the automatic swash plate angle control valve 73 is a double-port, three-port, three-position switching valve, and has a pump port 91, a tank port 92, an A port 93, and a B port 94. .
Then, as shown in FIG. 7, when the automatic swash plate angle control valve 73 is turned ON, the pressure oil flows into the oil chamber 81 above the piston 71 and the pressure in the oil chamber 81 rises. The balance of pressure in the servo mechanism 61 is lost, the piston 71 moves downward, moves by the length of the parallel cutouts 172, 173, 174, and 175 of the spool 72, and is in a balanced state at that position.
That is, when the piston 71 tries to rotate further downward, the oil passage leading from the oil chamber 81 to the oil tank is largely opened, and the pressure in the oil chamber 81 is reduced. On the other hand, the oil chamber 82 is largely opened to the outer peripheral oil passage 166 (control pressure supply port), and the pressure of the oil chamber 82 increases. Therefore, the piston 71 is in a balanced state without moving further downward.
Then, the swash plate 146 of the traveling hydraulic pump 23 rotates by the amount of movement of the piston 71, and the output rotational speed of the traveling hydraulic motor 24 changes.
Further, as shown in FIG. 9, when the automatic swash plate angle control valve 73 is turned off to the closed position, the original traveling speed servo mechanism 61 returns to the balanced state, and the piston 71 and the swash plate 146 return to their original positions. Thus, the output rotational speed of the traveling hydraulic motor 24 is also restored.
[0024]
As described above, the manual transmission swash plate angle control valve 74 and the automatic swash plate angle control valve 73 constitute the traveling speed change servo mechanism 61, and the traveling speed change servo mechanism 61 allows the HST continuously variable transmission mechanism 25 for traveling to be used. Since the angle control of the swash plate 146 is performed, the pilot pressure is forcibly applied to any oil chambers 81 and 82 by an electric signal by exciting the automatic swash plate angle control valve 73 configured by an electromagnetic valve. Thus, the angle of the swash plate 146 can be controlled.
[0025]
In addition, by forming parallel notches 172, 173, 174, and 175 in the spool 72 with any notch width, the swash plate 146 can be controlled to rotate by a minute angle corresponding to the notch width.
As a result, for example, vehicle speed control such as acceleration / deceleration of the work implement can be electrically controlled, and load control (power of the transmission unit and the work unit) controls the vehicle speed according to the load of the work implement. Distribution control). These vehicle speed control and load control can be delicately controlled by the parallel notches 172, 173, 174, and 175 of the spool 72.
In addition, the notch shape of the parallel notches 172, 173, 174, and 175 may be formed over the entire circumferential direction of the spool 72, or may be a so-called notch shape formed in a substantially triangular shape.
[0026]
The traveling speed change servo mechanism 61 can also be configured as follows.
In other words, the traveling speed change servo mechanism 62 shown in FIG. The automatic swash plate angle control valve 83 is configured as a single solenoid type 4-port 2-position switching valve, and has a pump port 91, a tank port 92, an A port 93, and a B port 94. When the automatic swash plate angle control valve 83 is turned on in the traveling speed change servo mechanism 62, pressure oil flows into the oil chamber 81 above the piston 71 as in the case of the traveling speed change servo mechanism 61 described above. As a result, the pressure in 81 increases, and the balance of the pressure in the traveling speed-change servo mechanism 61 is lost, and the piston 71 moves downward, so that the notch lengths of the parallel notches 172, 173, 174, and 175 of the spool 72 occur. Only moves and becomes balanced at that position. That is, when the piston 71 tries to rotate further downward, the oil passage leading from the oil chamber 81 to the oil tank is largely opened, and the pressure in the oil chamber 81 is reduced. On the other hand, the oil chamber 82 is largely opened to the outer peripheral oil passage 166 (control pressure supply port), and the pressure of the oil chamber 82 increases. Therefore, the piston 71 is in a balanced state without moving further downward.
Then, the swash plate 146 of the traveling hydraulic pump 23 is rotated by the amount of movement of the piston 71, and the output rotational speed of the traveling hydraulic motor 24 is reduced, thereby reducing the load on the engine 21. When the load on the engine 21 is reduced, when the automatic swash plate angle control valve 83 is turned OFF to the closed position, the balance of the traveling gear servo mechanism 62 returns to the original state, and the piston 71 and the swash plate 146 return to their original positions. Returning to the position, the output rotational speed of the traveling hydraulic motor 24 is also restored.
[0027]
The travel shift servo mechanism 62 configured as described above can reduce the load on the engine 21 by slightly reducing the travel speed when an overload is applied to the engine 21 during forward travel work. It can be used for work machines that mainly work forward such as combine and tractor.
As described above, in the case of a work machine mainly working in a forward direction such as a combine or a tractor, the automatic swash plate angle control valve 73 which is a solenoid valve of both solenoid type like the above-described traveling speed change servo mechanism 61 is provided. Needless to say, the operation of the present invention can be sufficiently achieved if the traveling transmission servo mechanism 62 is constituted by the automatic swash plate angle control valve 83 which is a single solenoid type solenoid valve. As a result, the cost of the travel shift servo mechanism 62 can be reduced.
Further, since the automatic swash plate angle control valve 73 is configured as a 4-port 2-position switching valve, the automatic swash plate angle control valve 73 can be configured in a simple and compact manner, and further cost reduction can be achieved. it can.
[0028]
Further, the traveling speed change servo mechanism 61 can be configured as follows. That is, the traveling speed change servo mechanism 63 shown in FIG. 14 is configured by configuring the automatic swash plate angle control valve 73 in the traveling speed change servo mechanism 61 with the automatic swash plate angle control valve 84. The automatic swash plate angle control valve 84 is configured as a double solenoid type three-port three-position switching valve, and has a tank port 92, an A port 93, and a B port 94. In the traveling speed change servo mechanism 63, when the automatic swash plate angle control valve 84 is turned on, the oil chamber 81 above the piston 71 or the oil chamber 82 below the piston 71 is opened to the oil tank, and the oil chamber 81 or The pressure in the oil chamber 82 drops.
Then, the swash plate 146 of the traveling hydraulic pump 23 is biased in the neutral position direction, so that the swash plate 146 is neutralized by the length of the notches of the parallel notches 172, 173, 174, and 175 of the spool 72. It will turn.
Further, when the automatic swash plate angle control valve 84 is turned OFF to the closed position, the original traveling speed change servo mechanism 64 returns to the balanced state, the piston 71 and the swash plate 146 return to their original positions, and the traveling hydraulic motor 24 The output speed is also restored.
[0029]
As described above, in the traveling speed change servo mechanism 63 configured using the automatic swash plate angle control valve 84 without the pump port 91, the swash plate 146 of the traveling hydraulic pump 23 is controlled in the same manner as the traveling speed change servo mechanism 61. Therefore, the control pressure piping to the automatic swash plate angle control valve 84 is not required and the structure is simplified, so that the failure can be reduced and the cost can be reduced.
[0030]
Further, the traveling speed change servo mechanism 61 can be configured as follows. That is, the traveling speed change servo mechanism 64 shown in FIG. 15 is configured by configuring the automatic swash plate angle control valve 73 in the traveling speed change servo mechanism 61 with an automatic swash plate angle control valve 85. The automatic swash plate angle control valve 85 is configured as a one-solenoid 2-port 2-position switching valve, and has a tank port 92 and an A port 93.
The A port 93 of the automatic swash plate angle control valve 85 is appropriately selected and connected to either the oil chamber 81 or the oil chamber 82.
The automatic swash plate angle control valve 85 can be configured like the automatic swash plate angle control valve 86 of FIG.
[0031]
In the traveling speed change servo mechanism 64, when the automatic swash plate angle control valve 85 is turned ON, the oil connected to the A port 93 in the oil chamber 81 above the piston 71 or the oil chamber 82 below the piston 71 is connected. The pressure in the chamber 81 or the oil chamber 82 is released to the oil tank, and the pressure in the oil chamber 81 or the oil chamber 82 drops.
Then, the swash plate 146 of the traveling hydraulic pump 23 is biased in the neutral position direction, so that the swash plate 146 is neutralized by the length of the notches of the parallel notches 172, 173, 174, and 175 of the spool 72. It will turn.
Further, when the automatic swash plate angle control valve 85 is turned OFF to the closed position, the original traveling gear shift servo mechanism 65 returns to the balanced state, the piston 71 and the swash plate 146 return to their original positions, and the traveling hydraulic motor 24 The output speed is also restored.
In this way, the traveling speed change servo mechanism 64 can appropriately select only one direction and control the traveling speed by a minute amount.
[0032]
As a result, when the traveling speed change servo mechanism 64 is used in a traveling HST transmission device, the traveling speed can be controlled by a minute amount only in one of the forward and reverse directions of the work implement. Therefore, when the control only needs to be performed in one of the forward and reverse directions, the configuration is simpler and more compact than the above-described traveling shift servo mechanism 63, and the cost can be further reduced. .
[0033]
Furthermore, the traveling speed change servo mechanism 61 can also be configured as follows. That is, the traveling speed change servo mechanism 65 shown in FIG. 16 is provided with a restriction 98 and a restriction 99 at the pump port 91 and the tank port 92 of the automatic swash plate angle control valve 73 in the traveling speed change servo mechanism 61, respectively. When the automatic swash plate angle control valve 73 is turned on in the traveling speed change servo mechanism 65, pressure oil flows into the oil chamber 81 above the piston 71 as in the case of the traveling speed change servo mechanism 61, and the oil chamber As a result, the pressure in 81 increases, and the balance of the pressure in the traveling speed-change servo mechanism 61 is lost, and the piston 71 moves downward, so that the parallel cutout portions 172, 173, 174, and 175 of the spool 72 Only moves and becomes balanced at that position.
That is, when the piston 71 tries to rotate further downward, the oil passage leading from the oil chamber 81 to the oil tank is largely opened, and the pressure in the oil chamber 81 is reduced. On the other hand, the oil chamber 82 is largely opened to the outer peripheral oil passage 166 (control pressure supply port), and the pressure of the oil chamber 82 increases. Therefore, the piston 71 is in a balanced state without moving further downward.
Then, the swash plate 146 of the traveling hydraulic pump 23 is rotated by the amount of movement of the piston 71, and the output rotational speed of the traveling hydraulic motor 24 is reduced, thereby reducing the load on the engine 21. If the automatic swash plate angle control valve 73 is turned OFF to the closed position after the load on the engine 21 is reduced, the balance is restored to the original traveling speed servo mechanism 65, and the piston 71 and the swash plate 146 return to their original positions. Returning, the output rotational speed of the traveling hydraulic motor 24 is also restored.
[0034]
As described above, when the piston 71 moves up and down, the flow rate of the hydraulic oil is controlled by the throttles 98 and 99 provided in the pump port 91 and the tank port 92.
As a result, in the traveling speed change servo mechanism 61 not provided with the throttles 98 and 99, the moving speed of the piston 71 is too fast, and the piston 71 exceeds the notch length of the parallel notches 172, 173, 174, and 175. 71 may move, but in the traveling speed change servo mechanism 65, the moving speed of the piston 71 is adjusted so that the moving speed is surely moved by the notch lengths of the parallel notches 172, 173, 174, and 175. Can do it.
[0035]
By configuring the traveling speed change servo mechanism 65 as described above, the flow rate balance between the parallel notches 172, 173, 174, and 175 formed in the spool 72 and the throttles 98 and 99 provided in the pump port 91 and the tank port 92 is achieved. By changing the responsiveness, it is possible to change the response to the movement of the piston 71, that is, the shift responsiveness of the HST type mission device.
In this embodiment, the same effect can be obtained even if the throttles 98 and 99 provided in the pump port 91 and the tank port 92 are provided in the A port 93 and the B port 94.
[0036]
【The invention's effect】
Since the present invention is configured as described above, the following effects can be obtained.
As claimed in claim 1 Crawler work machine In the HST type mission apparatus in which the speed change operation is performed by applying rotation to the gear mechanism in the transmission case (22) by the HST type continuously variable transmission mechanism (25) for traveling. For vehicle speed shifting A mechanism for operating the swash plate of the traveling hydraulic pump (23) constituting the HST type continuously variable transmission mechanism (25) is constituted by a manual swash plate angle control valve (74) and a traveling transmission servo mechanism (61). The swash plate angle control valve (74) is composed of a piston (71) and a spool (72) disposed therein, and the traveling speed change servo mechanism (61) includes an automatic swash plate angle control valve (73), By means of the piston (71) and spool (72) of the manual swash plate angle control valve (74) The notch part (172...) Corresponding to the moving amount of the piston (71) that is the set rotation at the time of the minute shift is provided in the spool (72). Therefore, by exciting the automatic swash plate angle control valve, the pilot pressure can be forcibly guided to an arbitrary oil chamber by an electric signal, and the angle of the swash plate can be controlled.
As a result, for example, vehicle speed control such as acceleration / deceleration of the work implement can be electrically controlled, and load control (power of the transmission unit and the work unit) controls the vehicle speed according to the load of the work implement. Distribution control).
[0037]
Also, Since the spool constituting the manual swash plate angle control valve is provided with a notch corresponding to the amount of movement of the piston, which is the set rotation at the time of the minute shift, the swash plate is controlled to rotate by a minute angle corresponding to the notch width. I was able to.
As a result, the vehicle speed control and the load control can be delicately controlled by the parallel notch portion of the spool.
[0038]
Furthermore, Claim 2 As described, the automatic swash plate angle control valve (73) constituting the traveling speed-change servo mechanism (61) is integrally formed with the case of the traveling hydraulic pump (23), and the automatic swash plate angle control valve ( 73) is configured as a double solenoid type three-position four-way valve. Therefore, in a traveling speed change servo mechanism configured using an automatic swash plate angle control valve having no pump port, such as the automatic swash plate angle control valve. Since the swash plate of the traveling hydraulic pump can be controlled in the same way as the traveling speed change servo mechanism with a pump port, the control pressure piping to the automatic swash plate angle control valve is not required, and the structure is simplified. The cost could be reduced.
[0040]
Furthermore, Claim 3 As described, the automatic swash plate angle control valve (73) that constitutes the traveling speed change servo mechanism (61) is integrally formed with the case of the traveling hydraulic pump (23), and the automatic swash plate angle control valve is Since it is configured as a one-port solenoid type two-port two-position switching valve, when the traveling gearshift servo mechanism configured using the automatic swash plate angle control valve is used in a traveling HST type transmission device, Therefore, it is possible to control the traveling speed by a minute amount only in one direction among the reverses.
As a result, when the control only requires one of the forward and reverse directions, the configuration of the automatic swash plate angle control valve can be made simple and compact, and the cost can be further reduced. It was.
[0041]
Furthermore, Claim 4 As described, the automatic swash plate angle control valve (73) constituting the traveling speed-change servo mechanism (61) is integrally formed with the case of the traveling hydraulic pump (23), and Since the throttle circuit is provided in the pump port and the tank port, the responsiveness to the movement of the piston, that is, by changing the flow rate balance between the parallel notch formed in the spool and the throttle provided in the pump port and the tank port, that is, The shift response of the HST type mission device could be changed.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an overall side view showing a state in which an HST type mission apparatus of the present invention is mounted on a combine as a crawler type work machine.
FIG. 2 is also a plan view.
FIG. 3 is a side sectional view of an HST type mission apparatus.
FIG. 4 is a partially sectional view of the same plane.
FIG. 5 is a partial side view of the same.
FIG. 6 is a partial front sectional view of the same.
FIG. 7 is a cross-sectional view showing when the traveling speed change servo mechanism is stable.
FIG. 8 is a cross-sectional view showing an initial operation of the traveling speed change servo mechanism.
FIG. 9 is a cross-sectional view showing a closed position state of the traveling speed change servo mechanism.
FIG. 10 is a diagram showing a structure of a piston of a traveling speed change servo mechanism.
FIG. 11 is a view showing a spool of a traveling speed change servo mechanism.
FIG. 12 is a diagram showing a hydraulic circuit of a traveling speed change servo mechanism.
FIG. 13 is a cross-sectional view showing a second embodiment of the traveling speed change servo mechanism.
FIG. 14 is a cross-sectional view showing a third embodiment of the traveling speed change servo mechanism.
FIG. 15 is a cross-sectional view showing a fourth embodiment of the traveling speed change servo mechanism.
FIG. 16 is a cross-sectional view showing a fifth embodiment of the traveling speed change servo mechanism.
[Explanation of symbols]
2 Traveling crawler
22 Mission Case
23 Hydraulic pump
24 Hydraulic motor
25 HST type continuously variable transmission mechanism
61 Traveling speed servo mechanism
71 piston
72 spools
73 Automatic swash plate angle control valve
146 Swashplate
172 ・ 173 ・ 174 ・ 175 Parallel notch

Claims

クローラ式作業機の車速の変速操作を、ミッションケース（２２）中のギア機構に、走行用のＨＳＴ式無段変速機構（２５）により回転を与えることにより行うＨＳＴ式ミッション装置において、該車速変速用のＨＳＴ式無段変速機構（２５）を構成する走行油圧ポンプ（２３）の斜板を操作する機構を、手動斜板角度制御バルブ（７４）と走行変速サーボ機構（６１）により構成し、該手動斜板角度制御バルブ（７４）は、ピストン（７１）及びその内部に配置したスプール（７２）により構成し、該走行変速サーボ機構（６１）は、自動斜板角度制御バルブ（７３）と、前記手動斜板角度制御バルブ（７４）のピストン（７１）とスプール（７２）により構成し、前記スプール（７２）に、微小変速時の設定回転となるピストン（７１）の移動量に相当する切欠部（１７２・・・）を設けたことを特徴とするＨＳＴ式ミッション装置。The shifting operation of the vehicle speed of the crawler-type working machine, the gear mechanism in the transmission case (22), the HST type transmission apparatus performed by applying rotation by HST type non-stage transmission mechanism for driving (25), said vehicle speed A mechanism for operating the swash plate of the traveling hydraulic pump (23) that constitutes the HST type continuously variable transmission mechanism (25) is composed of a manual swash plate angle control valve (74) and a traveling transmission servo mechanism (61), The manual swash plate angle control valve (74) is composed of a piston (71) and a spool (72) disposed therein, and the traveling speed-change servo mechanism (61) includes an automatic swash plate angle control valve (73). the manually configure the swash plate angle control valve (74) piston (71) and the spool (72), said spool (72), the piston comprising a set rotation time of the small gear (71) HST type transmission apparatus being characterized in that cut-out portion corresponding to the moving amount (172 ...) is provided.

請求項１記載のＨＳＴ式ミッション装置において、前記走行変速サーボ機構（６１）を構成する自動斜板角度制御バルブ（７３）は、前記走行油圧ポンプ（２３）のケースに一体的に構成し、前記自動斜板角度制御バルブ（７３）を、両ソレノイド形の３位置４方弁に構成したことを特徴とするＨＳＴ式ミッション装置。2. The HST type transmission device according to claim 1, wherein an automatic swash plate angle control valve (73) constituting the traveling speed change servo mechanism (61) is integrally formed with a case of the traveling hydraulic pump (23), An HST type mission device characterized in that the automatic swash plate angle control valve (73) is a double solenoid type three-position four-way valve .

請求項１記載のＨＳＴ式ミッション装置において、前記走行変速サーボ機構（６１）を構成する自動斜板角度制御バルブ（７３）は、前記走行油圧ポンプ（２３）のケースに一体的に構成し、前記自動斜板角度制御バルブ（７３）を、片ソレノイド形のポート２位置切換弁に構成したことを特徴とするＨＳＴ式ミッション装置。2. The HST type transmission device according to claim 1, wherein an automatic swash plate angle control valve (73) constituting the traveling speed change servo mechanism (61) is integrally formed with a case of the traveling hydraulic pump (23), An HST type mission device characterized in that the automatic swash plate angle control valve (73) is a single solenoid type port 2 position switching valve .

請求項１記載のＨＳＴ式ミッション装置において、前記走行変速サーボ機構（６１）を構成する自動斜板角度制御バルブ（７３）は、前記走行油圧ポンプ（２３）のケースに一体的に構成し、前記自動斜板角度制御バルブ（７３）のポンプポート（９１）及びタンクポート（９２）に、絞り（９８）及び絞り（９９）の回路を設けたことを特徴とするＨＳＴ式ミッション装置。2. The HST type transmission device according to claim 1, wherein an automatic swash plate angle control valve (73) constituting the traveling speed change servo mechanism (61) is integrally formed with a case of the traveling hydraulic pump (23), An HST type mission apparatus characterized in that a circuit of a throttle (98) and a throttle (99) is provided in the pump port (91) and the tank port (92) of the automatic swash plate angle control valve (73) .